某發動機主軸承蓋輕量化設計

郭東劭 秦 輝 胡景彥 郭如強 陳 超

（1-浙江錢江摩托股份有限公司 浙江 溫冷 317500 2-寧波市鄞州德來特技術有限公司）

引言

目前，隨著我國汽車保有量的迅速增加，能源和環保問題日益突出，節能減排成為一項非常艱巨的任務。降低乘用車油耗有多種途徑：減小發動機排量、輕量化設計以及采用降低油耗的先進技術等。其中，輕量化設計是一種相對有效的方法。

在發動機工作過程中，爆發壓力以及往復慣性力通過曲柄連桿機構作用在主軸承蓋上[1]。為保證發動機正常工作，主軸承蓋必須具有足夠的強度和剛度。在保證主軸承蓋疲勞強度的前提下，輕量化設計可提高發動機的性能以及降低發動機油耗。

1 有限元模型

1.1 幾何模型建立

主軸承蓋有限元分析幾何模型[2]包括：缸體（包含主軸承座1#、2#、5#）、主軸承蓋、主軸承蓋螺栓、主軸瓦、缸蓋和缸蓋連接螺栓等，如圖1 所示。

圖1 有限元分析幾何模型

1.2 網格劃分

采用HyperMesh 軟件進行有限元分析前處理，網格類型為二階修正四面體單元[3]，各個零部件的網格劃分如圖2 所示。

圖2 有限元網格劃分

2 有限元分析

2.1 材料屬性

缸體材料為HT250，主軸承蓋材料為QT400，缸蓋材料為AlSi7Mg，其余均為Steel（鋼），材料屬性見表1。

表1 材料屬性

2.2 邊界條件加載

邊界條件設置包括接觸關系、邊界約束和載荷等。邊界約束、螺栓預緊力[4]和主軸頸集中力分別見圖3、表2 和圖4。主軸承蓋分析主要包括螺栓裝配工況、軸瓦過盈工況和爆發壓力工況等。

圖3 模型邊界約束

表2 螺栓預緊力 kN

圖4 曲軸軸頸集中力

2.3 分析結果

通過Abaqus 后處理[5]計算，得到主軸承蓋在裝配工況（螺栓預緊力+主軸瓦最大過盈）和動載荷工況（螺栓預緊力+主軸瓦最大過盈+爆發壓力）下的強度，分別如圖5 和圖6 所示。從圖5 和圖6 可以看出，最大應力為208 MPa，小于QT400 材料的抗拉強度400 MPa，滿足設計要求。

圖5 裝配工況應力

圖6 動載荷工況應力

通過Femfat 軟件進行高周疲勞強度分析，結果如圖7 所示。從圖7 可以看出，安全因子為2.7，大于經驗值1.1，滿足設計要求。

圖7 疲勞強度分析結果

3 結構輕量化

通過主軸承蓋初始方案的分析結果可以看出，疲勞安全系數遠大于經驗值，在保證疲勞強度的前提下，可進行輕量化設計。根據主軸承蓋受力特點，對主軸承蓋初始結構進行優化，經過多次優化，得到主軸承蓋最優方案，具體結構見圖8。

圖8 主軸承蓋優化方案

通過Abaqus 后處理計算，得到主軸承蓋優化方案疲勞強度，分別如圖9、圖10 和圖11 所示。

從圖9、圖10 可以看出，最大應力為196 MPa，小于QT400 材料的抗拉強度400 MPa，滿足設計要求。從圖11 可以看出，最小安全因子為1.2，大于經驗值1.1，滿足設計要求。

圖9 優化后裝配工況應力

圖10 優化后動載荷工況應力

圖11 優化后疲勞強度

4 結論

1）主軸承蓋初始方案中，在裝配工況和動載荷工況下，應力小于材料的抗拉強度400 MPa，高周疲勞安全因子2.7＞1.1，滿足設計要求。

2）主軸承蓋優化方案中，在裝配工況和動載荷工況下，應力小于材料的抗拉強度400 MPa，高周疲勞安全因子1.2＞1.1，滿足設計要求。

3）在主軸承蓋結構設計過程中，應盡量避免出現應力集中現象。

4）有限元分析結果滿足設計要求后，建議進行試驗驗證，以保證零部件的質量。